湖南文理YJ17型卷烟机烟支分离系统设计带机械图
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共68页)
编号：89864340
类型：共享资源
大小：7.98MB
格式：ZIP
上传时间：2020-07-20
上传人：QQ24****1780
认证信息
个人认证
王**（实名认证）
浙江
IP属地：浙江
150
积分
- 关 键 词：
-
湖南
文理
YJ17
卷烟
机烟支
分离
系统
设计
机械
- 资源描述：
-
湖南文理YJ17型卷烟机烟支分离系统设计带机械图,湖南,文理,YJ17,卷烟,机烟支,分离,系统,设计,机械
- 内容简介：
-
湖南文理学院芙蓉学院本科生毕业设计题 目：YJ17型卷烟机烟支分离 系统设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 完成时间： IIYJ17型卷烟机烟支分离系统设计目 录中文摘要及关键词IV英文摘要及关键词V第1章 绪论11.1 烟支分离系统简介11.2 课题研究背景31.3 烟支分离装置的工作原理41.4 设计重点与难点61.5 运动机构动态分析及优化设计国内外研究现状9第2章 烟机分离系统结构设计122.1 分离部分的结构设计122.1.1 端面凸轮的设计122.1.2 复位弹簧的设计152.2 承烟槽的设计162.3 配气部分的设计182.3.1 配气原理182.3.2 配气结构192.4 分离鼓轮轴的传动及设计202.4.1 分离鼓轮轴的设计原则202.4.2 分离鼓轮轴的设计20第3章 烟支分离系统的运动学理论分析213.1 原理分析213.2 模型的建立213.3 问题分析223.3.1 影响滑块动态响应的因素223.3.2 产生振动和冲击的因素223.3.3 腾跳现象22第4章 烟支分离系统传动装置设计244.1 电动机类型的选择244.2 电动机功率选择244.3 确定电动机转速244.4 总传动比25第5章 动力学参数计算275.1 蜗杆蜗轮的转速275.2 功率275.3 转矩27第6章 蜗杆与蜗轮的设计计算29第7章 主要传动机构的设计347.1 带传动设计347.2 转动主轴的设计40第8章 轴的设计计算478.1 连轴器的设计计算478.2 输入轴的设计计算488.3 输出轴的设计计算51第9章 滚动轴承的选择及校核计算549.1 计算输入轴轴承549.2 计算输出轴轴承56第10章 键及联轴器连接的选择及校核计算5810.1 连轴器与电机连接采用平键连接5810.2 输入轴与联轴器连接采用平键连接5810.3 输出轴与联轴器连接用平键连接5810.4 输出轴与涡轮连接用平键连接58总 结60致 谢61参考文献62 II中文摘要及关键词摘 要：本次设计主要是对烟支分离系统进行设计研究，烟支分离系统的主要任务是接收从上游鼓轮传送过来的两支靠拢的等长烟支，将烟支沿轴向分离一段能足够插入双倍长滤嘴的距离后传送给下游鼓轮。本系统主要由配气座、主轴、旋转鼓轮、内外两个端面凸轮、左右两组分离块组成。与以往的分离装置（锥轮机构和圆柱凸轮机构）相比，其不像锥轮机构存在烟支交接的不稳定性，也克服了圆柱凸轮机构刚性差、易磨损、难维修的缺陷，本文对烟支分离系统进行了详细的分析，对传动系统进行了详细的计算和分析。关键词：烟支分离系统，烟支分离，端面凸轮，圆柱凸轮英文摘要及关键词Abstract: This design mainly for cigarette separation system design studies, cigarette main task is to receive separation system as long as cigarettes is transferred from the upstream drum over two close-together, the cigarette can be inserted axially separated a sufficient period after the double length filter to a downstream transfer drum distances. The system consists of air distributor, the main shaft, the rotating drum, both internal and external face cam, the two separated right and left blocks. Compared with a conventional separation means (bevel gear mechanism and the cylindrical cam mechanism), the presence of which is not tapered roller mechanism instability cigarette handover, but also overcome the poor rigidity cylindrical cam mechanism, easy to wear, difficult maintenance defects, herein separation of cigarettes detailed analysis system, the drive system a detailed calculation and analysis. Keywords: cigarette separation system, separating cigarette, the end face cam, the cam cylinderYJ17型卷烟机烟支分离系统设计第1章 绪论1.1 烟支分离系统简介本次设计主要是对烟支分离系统进行设计研究，烟支分离系统的主要任务是接收从上游鼓轮传送过来的两支靠拢的等长烟支，将烟支沿轴向分离一段能足够插入双倍长滤嘴的距离后传送给下游鼓轮。本系统主要由配气座、主轴、旋转鼓轮、内外两个端面凸轮、左右两组分离块组成。与以往的分离装置（锥轮机构和圆柱凸轮机构）相比，其不像锥轮机构存在烟支交接的不稳定性，也克服了圆柱凸轮机构刚性差、易磨损、难维修的缺陷1。纵观各种卷烟机的烟支分离形式，主要有以下几种：1）以英国MOLINS公司为代表的锥轮机构，这类机构现在广泛用于ZJ15、ZJ19、PASSIM等卷接机组。锥轮机构是利用两相交轴上的锥轮作倾斜的平面旋转达到烟支分离的目的，如右图1所示，该装置接收上游鼓轮的烟支后，由两组锥形鼓轮4和5通过旋转实现烟支的分离。分离鼓轮4将烟支分离一定距离后，烟支由平行变成倾斜，分离鼓轮5再将烟支拉开一定距离，此时烟支又从倾斜引入平行，被送入汇合鼓轮。该机构由锥齿轮传动，由于锥度角的影响， 在烟支交接点处沿烟支长度方向各点线速度不等，不利于高速交接，可靠性较低。2）以德国HAUNI公司为代表的圆柱凸轮机构，这类机构已应用于PROTOS70E（即国内ZJ17型）等卷接设备。圆柱凸轮机构是通过圆柱双沟槽凸轮1驱动从动杆组件2和3推动分离滑块做轴向相对运动使烟支产生分离，由于该机构设计存在多种缺陷，造成该装置在使用过程中存在运行不稳定、易损件多和经常须维修的弊病： 配气阀、 轮体、滑块等零件没有一个内枢支承定位，刚性差，精度不易保证； 凸轮机构被分离块包围，且与负压相通，容易进入灰尘，难以加注润滑油，造成凸轮机构运动阻力大，易磨损； 圆柱凸轮直径受限制，压力角较大，易磨损，从而影响设备的有效作业率。图1-1 锥轮机构的分离示意图图1-2 圆柱凸轮机构结构简图3）以德国HAUNI公司为代表的端面双凸轮机构这类机构应用于PROTOS90E、PROTOS2-2(即国内ZJ112、ZJ116型)等卷接设备。该机构采用的是两个成180相位差同心安装的端面凸轮1和2驱动从动杆组件推动分离滑块3和4做轴向相对运动使烟支产生分离。该机构相对于前两类有其显著的优点： 端面凸轮安装在装置的左端，由防尘罩壳封闭，减少了进灰、集灰的可能，减小了磨损； 罩壳内装满润滑脂，使凸轮和从动杆的滚动轴承有良好的润滑，保证凸轮机构的稳定可靠运行； 凸轮外径不受其他机构制约，可以设计较大，减小其压力角。本装置采用端面双凸轮机构，对其结构进行了改进和仿真。 在同样的生产能力下，使鼓轮的转速降低了1/3,降低了鼓轮在高速旋转下可能产生的振动、噪声等，优化了机器的动力学性能； 由于转速降低，烟支的分离周期增大了1/3,分离滑块的最大速度降低了1/3,最大加速度变为原来的4/9,使烟支的分离过程更加平稳，减小了烟支分离过程中受到的冲击，从而减少了烟支空头； 为匹配槽数的变化，端面凸轮的直径增大，使压力角减小，减小了凸轮与滚动轴承之间的磨损； 增加了一个轮座，用以支承配气阀和轮体等，提高了系统的刚度和精度。4 1 图1-3 端面凸轮机构运动示意图1.2 课题研究背景烟草机械根据工艺和功能的不同可分为制丝设备、卷接机组、包装机组和辅联设备。作为卷烟生产的重要设备，卷接机组的功能是将烟丝卷制成型，与滤嘴接装后得到带滤嘴烟支。图1.1是卷接机组的工作示意图，整个机组包括供料成条机（VE）、卷制成型机（SE）和接装机（MAX）三大部分。供料成条机将烟丝进行松散、除杂后卷制成均匀、重量一致的烟丝条并输送到卷制成型机，烟丝条在卷制成型机上裹上卷烟纸并经过上胶、封口、烘干后被切割成双倍长烟支，经传送机构输送至接装机，接装机完成烟支分切、过滤嘴和水松纸接装，从而完成卷烟与滤嘴的接装工艺1。本文研究的分离装置位于接装机上，为一次分离装置，分离装置是具有行业特色的典型机构，一次分离装置的作用是将两只切割后靠在一起的烟支分离一段距离，以便放入滤嘴，完成后续接装工艺。图1-4卷接机组工作示意图在现代卷接机市场上，处于领导地位的是德国HAUNI公司和意大利G.D公司，德国HAUNI公司于1993年推出了14000支/分16000支/分的PROTOS2型卷接机组，经过5年的完善，形成了16000支/分的PROTOS 2-2型卷接机组，该机组经过长期的技术积淀，自问世之后逐渐成为世界超高速卷接机组的主导机型。接着HAUNI公司已于2003年研制出PROTOS M8型卷接机组。该机组采用了多项先进技术和设计理念，使卷烟的速度、效率、卷制质量以及原辅材料消耗方面均达到了新的水平，卷烟速度提升到20000支/分。意大利G.D公司在1998年的日内瓦国际烟草博览会上推出了16000支/分的GD121+AF18卷接机组，在2004年的巴塞罗那国际烟草博览会上推出了20000支/分的GD121+/AF20卷接机组3-4。HAUNI公司新研发的PROTOSMseries卷接机组，在PROTOS2-2的基础上，大量采用独立伺服驱动技术代替机械传动方式，降低了生产成本，提高了机组的运动精度，使机器效率达到90%以上5。卷烟行业根据卷接机组的生产速度，将7000支/分以下的卷接机组称为低速机，70008000支/分的称为中速机，1000012000支/分的称为高速机，14000支/分以上的称为超高速机。超高速卷接机组在国内大型卷烟生产企业已经装备使用，为了掌握超高速卷接机组的核心技术，填补国内在超高速卷接机组相关应用技术领域的研究空白，中国烟草机械集团有限公司于2010年10月启动了超高速卷接包机组研制重大专项，超高速卷接机组应用技术研究就是其中的一个重要组成部分。伺服驱动系统取代传统机械传动是机械产品创新的有效途径，在超高速卷接包机组的研制中，把独立伺服驱动应用到卷接机上是一个非常重要的环节。独立伺服驱动对装置的负载特性提出了更高的要求。烟支分离装置含有凸轮机构，其负载特性不利于伺服驱动，有必要对负载特性进行优化研究，减小其负载特别是动态负载，降低分离装置对伺服驱动的要求。 1.3 烟支分离装置的工作原理烟支分离的任务是将分切后的两根靠拢的等长烟支分离一段距离以便中间插入双倍长滤嘴段，形成“组烟” 3。因此，烟支分离时要求分离鼓轮实现烟支传送和分离两个任务，这是靠两组分烟块的的旋转（如图4所示）和轴向分离（如图5）实现的，其具体的工作过程如下：1)左右滑块静止不动，可靠地接收从烟支分切鼓轮传送过来的两根靠拢的烟支；2)左右滑块作相对反向移动，使两烟支逐渐分离，分离距离s=46mm；图1-5 分离鼓轮的旋转运动3)左右滑块静止不动，且处在分开的位置保证烟支可靠地交递给下游鼓轮；4)左右滑块作相向3运动，逐渐靠拢，回到接收烟支要求的位置。图1-6 分离滑块的轴向运动以上四个过程是在旋转中的一个连续和循环的过程，达到烟支的传送和轴向分离。根据烟支分离的工作原理和工作过程，确定分离鼓轮上两组分烟块的运动相位图。为减小分烟块的不平衡对系统的影响，本方案设定每组分烟块的个数为6,沿鼓轮圆周周向分布。给两组分烟块进行标号，左侧的6个分烟块标号为16，右侧分烟块标为。根据分离滑块的4个运动过程，设计分离鼓轮的四个不同区域如下： 以分离鼓轮在一个旋转周期内12个分烟块质心所处的位置及分烟块的运动状态进行分析，其中12个分烟块对应的六个位置在圆周上分别为0、60、120、180、240、300。通过分烟块的运动状态得到运动相位图如图6所示。 1.4 设计重点与难点重点：1）烟支分离装置的原理及结构设计；2）对烟支分离过程的运动学仿真以及相关参数的优化；3）烟支分离系统的动力学分析。难点：1）烟支分离装置的原理及结构设计；2）端面凸轮、复位弹簧、配气系统的设计；3）建立烟支分离过程的运动学模型，优化凸轮轮廓曲线，减少烟支空头；4）分析分离系统动力学性能，以减小对机器的的振动、噪声等。图1-7 分离滑块运动相位图烟支与滤嘴的接装由卷接机完成，其中烟支分离前后的工艺流程如图1.2所示。图1-8 烟支分离前后部分工艺流程图1-8中示出了烟支分离前后的几个工艺。接收、切割、分离、汇合均由专门的装置完成。其流程为：卷接机组首先将双倍长的烟支经传送装置传送给接装机的接烟装置。接烟装置接收烟支后将其送入烟支切割装置，烟支切割装置将双倍长的烟支切割成两支标准长度的烟支，此时两只标准长度的烟支是紧挨着的，并没有分开。烟支切割装置将已切割但没有分开的烟支送入分离装置。分离装置将两支标准长度的烟支分离出一定的距离。随后分离装置将分离好的烟支交接给汇合装置，汇合装置最终将烟支和滤棒汇合在一起，继续完成卷烟的后续工艺。国内卷烟行业应用的烟支分离装置主要有三种。1) 70型机组烟支分离装置如图1.3所示，70型烟支分离装置的工作原理为：圆柱凸轮固定不动，圆柱凸轮上有两个升程方向相反的凸轮槽，在工作过程中，轮体转动，分烟块随着轮体转动的同时在凸轮的控制下沿着轮体轴线方向作往复直线运动，从而完成烟支的分离工艺。此装置用于ZJ17型卷接机组，它的缺点是润滑困难，容易造成滚子和凸轮槽之间的磨损，分离滑块与凸轮槽之间存在间隙，烟灰容易进入凸轮机构内部。图1-9.370型烟支分离装置工作原理示意图2) 90E型、22型烟支分离装置与70型机组的结构相似，90E型、22型烟支分离装置也是通过凸轮机构完成烟支分离的，不同的是，90E型、22型烟支分离装置中的凸轮为端面凸轮，并通过弹簧力的作用使从动件保持与凸轮轮廓的接触，形成力锁合凸轮机构。此分离装置结构设计简单，运行时的稳定性也大大提高，润滑更加容易，延长了凸轮和滚子的使用寿命。图1-10.490E型、22型滑块轮式烟支分离装置工作原理示意图此种烟支分离装置为滑块轮式烟支分离装置，其工作原理如图1.4所示。其内部含有两个固定在机组箱体上的凸轮，分别称为内凸轮和外凸轮，内外凸轮采用相同规律的凸轮曲线，但内外凸轮的安装相位保证各自推动的分烟块有180的相位差，内外凸轮各自通过推杆和滑座推动不同组的分烟块。装置转动时，分烟块随着转动，同时，凸轮推动分烟块滑动，完成分离块的分离动作，实现烟支分离。3)M5、M8型烟支分离装置M5、M8型卷接机组有三种形式的分离装置，其中一种分离装置的工作原理、装置结构与90E、22机型相同，这种分离装置的凸轮位于机组墙板上，被称为凸轮后置式分离装置。另一种分离装置结构与第一种相似，不同之处在于凸轮机构位于远离机组墙板的一端，这种分离装置被称为凸轮前置式分离装置，其优点是可对凸轮机构整体拆卸和安装，从而实现快速更换和维修，提高工作效率6。此外，还有一种斜置轴承式分离装置，图1.5为其工作原理示意图。其原理为：利用两个斜置轴承作为导轨，在轮体转动过程中，分烟块在轮体的带动下转动，同时由于斜置轴承的作用而在轮体轴线方向作直线运动，从而实现烟支分离。图1-11 M5、M8型斜置轴承式烟支分离装置工作原理示意图此三种为分离装置为国内各大烟草公司常用的型号，其中应用于90型、22型和部分M5、M8型卷接机的滑块轮式分离装置应用尤为广泛，本文主要针对该类型的烟支分离装置进行研究。1.5 运动机构动态分析及优化设计国内外研究现状 运动机构的动态分析是在已知机构的尺寸以及原动件运动规律的情况下，分析机构中其他构件上的某些点或某些轴的运动轨迹、位移、速度、加速度以及力矩，构件之间的冲击力、动态响应和振动等运动学和动力学参数。随着CAD软件的广泛应用，运动构件的动态分析主要利用CAD软件来完成。左晓明以某农用车变速箱为研究对象，采用SolidWorks软件建立变速箱变速机构的三维模型，运用Simulation模块通过有限元方法对变速机构进行模态分析，得到变速机构在各阶频率下的模态形式，可为变速机构的工程反求和优化设计提供参考7。王振兵等通过Pro/E软件中的Mechanism模块对运动机构进行动态仿真分析，得到了机构的位移、速度以及加速度等运动参数的变化曲线8。陈美芳等针对一种具有特殊尺度的空间RCRCR五杆机构进行自由度、运动和动力分析，并结合Pro/E和ADAMS软件对其进行仿真分析，从理论上证明了它可以实现空间交错轴任意轴交角间的等速传动9。 现代机械系统朝着高速、重载、高精度方向发展，机构的动态性能显得越来越重要。系统刚性运动与其自身变形之间相耦合而产生的弹性动力学问题已成为急需解决的普遍问题10。本文研究的烟支分离装置中的凸轮机构是一高速轻载结构，对其进行动力学分析，研究其动力学特性对电机的性能的影响对伺服驱动技术在卷接机组的应用是十分必要的。凸轮机构具有结构简单、紧凑、设计方便等优点，可实现从动件的预期运动，因此在机床、纺织机械、轻工机械、印刷机械、机电一体化装配中大量应用。利用Pro/E软件的实体建模、仿真运动分析与变参功能，可以方便、快捷、直观地实现凸轮的自动化设计和运动学分析，弥补传统设计方法中存在的不足，提高效率11；利用ADAMS和IDEAS软件可以建立凸轮机构刚柔耦合模型，对推杆刚度取不同值时高速凸轮机构的动力学特性进行分析与比较，得出相应的从动件运动规律曲线12；建立凸轮机构ANSYS仿真模型，通过凸轮从动件动力学分析，可得出其瞬态时的位移和速度曲线、位移和加速度曲线等，为凸轮机构的优化设计与改进提供理论依据和设计原则13；应用有限元分析软件ANSYS，可建立凸轮机构系统的瞬态动力学模型，进行数值仿真可以确定凸轮机构在运动过程中的动力学响应14。此外，对于高速凸轮，可以将凸轮机构简化成“弹簧质量系”，把多自由度系统简化成单自由度系统，建立凸轮机构的数学模型，对凸轮机构进行动态分析和动态设计15。 为了提高机械产品的质量和生产效率，对机械设备的性能指标提出了更高的要求，就凸轮机构而言，必须进一步提高其设计和制造水平。在解析法设计的基础上开展计算机辅助设计的研究和推广应用是一种行之有效的方法和发展趋势。卷接机组中凸轮机构性能的好坏直接影响到机组运行的精度、效率、寿命和卷接烟支的质量，因此对分离装置的凸轮进行优化研究具有重大意义。 在凸轮机构的设计中，人们对从动件的运动规律进行了大量的研究，可被应用于生产的则有近百种16。凸轮的设计和优化研究主要是针对凸轮从动件的运动规律进行的，可以根据具有特殊运动要求的从动件运动规律，推导出其一般的通用表达式，通用表达式在进行低、中、高速凸轮轮廓曲线的设计时，可用多段曲线组合的方法进行优化设计，在满足从动件的基本功能的前提下兼顾不同的动力学要求，对凸轮轮廓曲线进行优化设计17。样条函数运动规律具有良好的通用性和适应性，可以不受数量限制地增加运动控制条件，能够满足大多数凸轮机构运动设计的需要，并非常适用于凸轮机构的动力学综合需求，葛正浩等人的研究表明样条函数运动规律的通用表达式能够很好地提高凸轮机构的运动性能18。Flocker F W提出了一种可调节正、负加速度的封闭型改进梯形凸轮曲线，这种凸轮运动曲线特别适用于多停歇高速凸轮从动件加速度为主要设计参数的高速凸轮系统，这种曲线可以使设计人员轻松地设置限制的正、负加速度以达到设计目标。此外，这种曲线的周期跃度是连续并可改变大小的。而且可以通过标准方程求解器和电子表格软件轻松获得。通过动态和谐波分析证明了此曲线具有良好的运动性能19。利用CAE软件如ANSYS，可对凸轮机构进行参数化建模，利用软件自身的优化模块对凸轮机构进行优化，这是凸轮优化的的方法之一20。另外一种方法便是根据优化算法原理，在软件平台上编写优化程序，对凸轮机构进行优化。彭云柯以MATLAB为辅助工具，给出了直动推杆盘形凸轮机构在推杆实现规律的基本运动时的基本尺寸优化设计方法，该方法使凸轮机构的体积和最大压力角达到最小。同时还导出了相应的计算式，给出的分段函数、间断点的处理办法及初始值的确定方法，为其它推杆运动规律(如各种组合运动规律)的优化设计打下了基础21。在对从动件运动规律的优化中，遗传算法以其鲁棒性强、较强的全局寻优能力、隐含的并行性等优点，得到了较广泛的应用2223。Xiao H等采用多项式样条曲线和B样条曲线作为凸轮曲线，分别以传统的优化算法和遗传算法作为优化算法，通过组合不同凸轮曲线和利用不同优化算法的方法，以凸轮机构的电机输出扭矩为目标函数，对一种新型凸轮驱动发电机的独特凸轮机构进行了复杂的优化研究，结果表明，当利用B样条曲线和遗传算法结合时得到的凸轮运动曲线是最优的，优化后的凸轮曲线使电机的性能大大提高24。粒子群优化算法是继遗传算法之后，产生的一种全新的智能优化方法，该算法具有参数少、理论简单和收敛速度快等优点，已经得到广泛的研究和一定的应用25。魏秀业等将粒子群优化(PSO)算法用于齿轮箱故障检测中的传感器优化布置问题，在着重分析加速度传感器优化布置的模态置信准则后，构建了应用PSO算法解决此类优化问题的适应度函数。以齿轮箱有限元建模和模态分析结果为依据，以适应度函数作为评价目标，应用加速度自适应粒子群优化算法，实现了齿轮箱传感器的优化与定位。通过齿轮箱的试验模态分析和频响函数特性分析，证明了基于PSO算法的齿轮箱传感器优化布置方法是可行的。60第2章 烟机分离系统结构设计本次设计主要是对烟机分离系统进行设计，根据分离装置的任务要求，本次设计中最重要的部分是完成分离动作的凸轮机构部分和承烟槽的优化设计部分。另外还有配气方案、传动轴等的设计。2.1 分离部分的结构设计 2.1.1 端面凸轮的设计 （1）选定从动件的运动规律曲线为了实现滑块准确、平稳的运动，并保证凸轮机构在振动、冲击、精度及寿命等方面的要求，就必须在设计凸轮机构时合理的选择和设计从动件的运动规律7。根据分离鼓轮的工作要求，将凸轮曲线划分为四段：滑块静止段、滑块分离段、滑块静止段、滑块靠拢段。不同阶段滑块的工作特点不一样，曲线特点也不一样。接烟和交烟阶段滑块都处于静止状态，是凸轮机构的休止阶段。而滑块分离阶段和返回阶段是凸轮机构的推程段和回程段。根据凸轮曲线的基本选用原则，在高速轻载时一般选用修正正弦曲线，其V、都很低，曲线变化平滑，没有尖锐突起部分。因此本装置中的端面凸轮选择修正正弦曲线，以保证运动过程的平稳，减小冲击。凸轮机构的运动参数如下：-凸轮的升程（mm），取=23mm-凸轮的相位角(rad)-滑块的位移（mm）-滑块的类速度(mm/rad),类速度指滑块速度与转动相位角的关系-滑块的类加速度(mm/)，滑块加速度与转动相位角的关系为满足运动要求，凸轮曲线在每个区段的方程式也不同，其关系式如下：接烟区： （1）分烟区：，采用变正弦曲线，曲线方程如下：，令 （2）根据以上分析，得到分烟块的运动规律曲线如图7所示：（2）凸轮机构的基本尺寸设计。由于本方案中的凸轮安装在整个装置的一端，其大小不受其他机构制约。设计凸轮机构时，除了应使机构具有良好的受力状况外，还希望机构结构紧凑。而凸轮尺寸的大小取决于凸轮基圆半径的大小。在，令 （3），令 （4）交烟区 （5）返回区：，采用与分烟区相同的变正弦曲线，方程如下：，令 （6），令 （7），令 （8）图2-1 分烟块的运动规律曲线实现相同运动规律的情况下，基圆半径愈大，凸轮的尺寸也愈大。但是基圆半径的大小又和凸轮机构的压力角有直接关系，如公式（9）所示。压力角是凸轮机构运动与动力传递的重要参数。它关系到能否正常地传递运动和机构效率的高低，对运动精度也有较大的影响。在压力角较大时，机构的加工、安装等方面的误差就会对位移、速度、加速度等输出运动参数产生明显的影响。因此对安装在卷烟机械上的这种精度要求较高的凸轮机构应尽量减小其压力角。压力角 （9） 基圆半径 =167.5mm =191.5mm 滚子半径 =20mm 2.1.2 复位弹簧的设计为了避免从动件腾跳而破坏工作端的预期运动，锁合弹簧必须具有足够大的弹性力。而锁合弹簧的弹性力是施加于系统的附加负荷，过大的弹性力会增大凸轮副的接触应力，增大主轴扭矩，消耗动力。因此复位弹簧的设计原则是：在保证不产生腾跳的前提下尽可能减小弹簧对系统施加的附加负荷。将凸轮机构简化为一个单自由度模型如图2-2所示，将凸轮从动件组件简化为等效质量为的运动，其受力示意图如2-3所示。-凸轮对从动件机构的作用力-推杆滑块等效质量所受到的摩擦力，-锁合弹簧的弹性力，设弹簧的初始变形为，则-推杆滑块等效质量的惯性力，-系统阻尼力，图2-2 凸轮机构简化模型图2-3 滑块受力示意图系统的动力平衡方程式为： 为确保滚子推杆与凸轮轮廓接触，0 即 0 k则弹簧的临界刚度=() （12）取等效质量 查得： 中等阻尼=0.1摩擦系数代入数据到公式12得 =11.31N/mm弹簧的设计刚度k=（1.21.4）,因此取k=11.311.214N/mm2.2 承烟槽的设计 本系统设计的端面凸轮安装在系统的一端，凸轮尺寸不受其他机构限制，因此设计中可以考虑增大轮体的直径，在此基础上增加鼓轮上的承烟槽数，提高了分离鼓轮的性能。根据烟支分离过程建立分离系统工作原理数学模型，其基本参数如下：Q-生产能力（cig/min）K-分离鼓轮的槽数n -分离鼓轮的转速(r/min)-分离鼓轮的角速度（rad/s）T-分离鼓轮的旋转周期（s）t -凸轮机构的推程时间（s）, -分烟块的速度-分烟块的加速度-凸轮压力角()Rb-凸轮基圆半径（mm）以生产能力Q=20000cig为例： Q=20000，Q=2Kn（取K=36，现已有的分离装置=24） n= , , 当槽数=24时，分别设对应的参数为、 则有 代入数据计算得，当槽数分别为24和36时，运动参数如表1所示。分析表1可知，优化槽数可以使分烟块在分离过程中运动更加平稳，减小冲击，同时也减小了凸轮的压力角，降低了凸轮副的磨损，保证了运动的精度，延长表2-1 运动参数对照表A B C D E F G H I J1 K n(r/min) w(rad/s) T(s) T(s) Vmax(m/s) amax(m/s2) Rb(mm) &max(0) 平稳性2 24 417 43.646 0.143 0.476 0.843 55.215 111.7 9.87 差3 36 278 29.097 0.216 0.072 0.562 29.54 167.5 6.58 好了使用寿命。2.3 配气部分的设计为了保证烟支的可靠接收、分离与传送，必须合理设计配气系统。本次设计将烟支的分离系统的配气过程分为两个部分以匹配其工作过程。2.3.1 配气原理当双倍长烟支从烟支切割鼓轮传送过来的时候，随着鼓轮的旋转，烟支逐渐靠近分离鼓轮，当左右分离块中一对烟支槽在最右端和上游一切二轮靠得最近时，双方的半圆槽合成一个圆槽，此时，切割鼓轮上的负压消失，分离鼓轮开始通负压，将靠拢的两根烟支从切割鼓轮的轮槽中吸到分离轮的轮槽中。随着分离轮旋转，烟支随着滑块的轴向相对运动实现分离，直到靠近烟支汇合鼓轮处，两烟支达到最大分离距离L=46mm,在这个过程中均需要负压吸风。当烟支旋转到最左端时与下游汇合轮上的烟槽合成一个圆槽，此时分离块中的负压关闭，下游汇合轮负压打开，将分离块上的烟支传递输送给下游汇合轮。因此分离轮旋转的0180过程中，配气通道中需通负压。随着分离鼓轮继续旋转转，为了保证运动精度，必须及时对机构中的烟灰和其他灰尘进行清除。因此在分离鼓轮的返回区即180360过程中，配气通道中需通正压。配气原理如图2-4所示。图2-4 配气原理图图2-5 配气座剖面图2.3.2 配气结构（1）配气座配气系统的主要部件是配气座如图2-5所示，其三维模型如图2-6所示。配气座套装在轮座外圆上，并用螺钉固定在接装机传动箱的箱体上。本方案的负压通道设计是在配气座的上半周与轮座之间的空腔形成负压吸气通道，通过配气窗在接烟区和分烟区提供负压吸风，用于接收烟支。正压设计通道是在配气座的下半周开正压气孔，分离鼓轮上的气孔与正压相通，清除内部灰尘。图2-6 配气座三维模型（2）鼓轮上的配气通道分离鼓轮的轮体上均布有与配气阀相通的均布气孔，在上半周时与负压相通，在下半周通过正压气孔。每个滑块上均开有通气孔槽，在其滑动过程中与轮体上的气孔相通。滑块上装有承烟槽，每个承烟槽开有3个通气孔，与滑块的通气孔槽相通。其三维模型如图2-7所示。 图2-7 轮体上的配气通道2.4 分离鼓轮轴的传动及设计2.4.1 分离鼓轮轴的设计原则由于该分离鼓轮的轴采用悬臂梁结构，且上面没有分布外作用力，唯一承受的是鼓轮装置的自重，所以在设计其结构尺寸时，采用了类比设计。根据原有卷烟机的分离鼓轮轴的结构尺寸来设计结构尺寸，在此不具体叙述了。2.4.2 分离鼓轮轴的设计参考ZJ17型卷烟机传动系统，可以得到此烟支分离系统的传动包括在主传动系统内，各鼓轮轴的动力源是由主电机通过齿轮系驱动主传动箱、对接传动箱得到的。动力经对接传动箱传过来之后，由于齿轮传动具有平稳性高、传递运动准确可靠、传递的功率和速度范围较大、结构紧凑、传动效率高、使用寿命长等优点，所以利用齿轮传动带动分离鼓轮旋转。传动轴由由两个深沟球轴承支承安装在轮座中，左端装有传动齿轮。分离鼓轮一端用轴承支承在配气座上，另一端用螺钉固定在传动轴的轴颈和端面法兰上，由齿轮和传动轴驱动旋转，松开螺钉后，可以转动调节与上下游鼓轮对准。第3章 烟支分离系统的运动学理论分析3.1 原理分析对质量不大的中、低速凸轮机构，除弹簧外的其它元件都可看成刚体，然而在机构高速运动时因惯性力大，从动件会产生振动，不应忽略非弹性元件发生弹性变形的影响，须将整个机构看成个弹性系统。分离鼓轮上的凸轮滑块机构不仅有高速旋转运动，也有高速轴向运动，应将其看成一个弹性系统。高速凸轮机构的弹性会产生的问题有：从动件实际运动规律的变化；振动和冲击；弹簧的腾跳现象等。3.2 模型的建立为分析烟支分离系统的运动学问题，将其简化为一个单自由度模型如图18所示。-滑块的理论位移，由凸轮轮廓决定的刚性位移（mm）-滑块的实际位移，考虑系统弹性后的位移（mm）-复位弹簧的刚度（N/m）-从动件系统的等效刚度（N/m）-复位弹簧的预紧力（N）Q-有效外载荷(空载时为零)（N）动力学平衡方程式为 即 （13）图18 烟支分离系统的运动学模型上式反映出滑块实际位移与刚性位移的关系，当(即从动件系统都为绝对刚体)，表明从动件理论位移等于实际位移响应。3.3 问题分析3.3.1 影响滑块动态响应的因素（1）由3.2节中对动力学模型的研究，由于分离鼓轮上滑块的高速旋转和高速轴向运动，凸轮机构的从动杆组件不能看作一个绝对的刚性系统，而要考虑其刚度。因此滑块的实际动态响应并不只由凸轮轮廓决定，而将与理轮响应产生偏差。 （2）凸轮廓线的表面误差会影响凸轮机构的性能，使理论和实际凸轮曲线有很大的不同，这就会影响滑块的动态响应。凸轮廓线表面误差是一个十分重要的影响因素，因此，要求推杆的升程曲线所对应的凸轮廓线必须易于精确制造，以减小表面加工误差。3.3.2 产生振动和冲击的因素 （1）换向接触冲击杆的加速度由正到负的转折点处，或是相反变化的转折点处。在推程中加速度的转折点就是推杆速度最大的点，这个速度愈小，相互冲击愈小。通过推杆的位移、速度和加速度响应曲线可以归纳出，本装置中采用的凸轮曲线（变正弦曲线）没有柔性冲击，因此是最好的。因为它的振幅很小，所以就能使换向接触冲击很小。（2）凸轮机构的不平衡凸轮机构质量相对于转动中心的不平衡是高速凸轮机构的一个难题，由不平衡所引起的振动将会达到较大数值。本装置中将滑块机构设计成2组，每组在径向均布6块(偶数个)，相对以往的分离装置中径向均布5块（或其他奇数个）的情况，在一定程度上减小了不平衡质量的影响。（3）阻尼的影响阻尼的大小也会影响推杆的振动响应。为了简化推杆动力响应的求解过程，通常都忽略了系统的阻尼。在精确计算时，必须把阻尼直接计入振动方程式。虽然阻尼装置及其分析是十分复杂的，但是确定阻尼因子的合理变化范围对于改善高速机械的性能还是十分必要的。为了得到推杆较为精确的振动响应，对于高速凸轮机构的阻尼因子必须根据实际工作性能的要求来加以确定。3.3.3 腾跳现象凸轮机构在运转过程中，为使从动件和凸轮始终保持接触，大多用弹簧进行锁合。弹簧的设计应使弹簧力有足够的大小，否则就会产生从动件跳动现象，自然会引起冲击和振动，这当然是绝对不允许的，不过弹簧力却不能太大，否则凸轮和从动件间的压力过大，这也是不行的。由2.2中对锁合弹簧的设计过程知凸轮与从动件之间的压力换向接触冲击是滚子推杆与凸轮在换向接触时所产生的冲击现象，发生在推必须大于0。实际上在加速区是不会产生跳动的，只有当加速度为负即减速区则有可能产生跳动。由于加速度，由于类加速度A是由凸轮曲线类型决定的，因此跳动的产生与凸轮机构的角速度的大小有关，愈大，跳动的危险性愈大。在本次设计中通过优化承烟槽的个数，分离鼓轮的转速降低了1/3,因此也大大降低了弹簧产生跳动的可能性。第4章 烟支分离系统传动装置设计4.1 电动机类型的选择按工作要求和条件，选择直流电机4.2 电动机功率选择（1）电动机输出功率：电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为由设计指导书公式（2）因此估算由电动机至运输带的传动的总效率为为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选 工作机所需的功率： 4.3 确定电动机转速卷筒轴的工作转速查机械设计书中得各级齿轮传动比如下：;理论总传动比：;电动机的转速的范围 因为 选择直流电机 选择Z2-61 ，电机功率5.5KW，转速1500r/min4.4 总传动比 计算总传动比和各级传动比的分配（1） 计算总传动比： (2)各级传动比的分配 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 根据表11-1，选择蜗杆头数Z1=1,那么Z2则在29-82之间取值。第5章 动力学参数计算5.1 蜗杆蜗轮的转速为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。 5.2 功率为蜗杆轴的功率 = *=4.790.99=4.74kW 蜗轮轴功率：= *=4.740.990.8=3.64kW卷筒轴功率：= *=3.640.990.96=3.46kW 5.3 转矩 电动机轴：T=9550=95504.79144031.76Nm蜗杆轴：= Nm蜗轮轴：=Nm卷筒轴：=Nm表5-1 各轴动力参数表轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)效率传动比i电动机轴4.7931.7614400.991蜗杆轴4.7431.4314400.852.78蜗轮轴3.641274.2627.280.961YJ17型卷烟机烟支分离系统设计第6章 蜗杆与蜗轮的设计计算6. 1 选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。6. 2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。6. 3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(1112),传动中心距(1) 确定作用在蜗杆上的转矩=1274.26 Nm (2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252：(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材【1】P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材【1】P254应力循环次数应力循环次数N=60=60127.28（2810365）=9.56其中,(为蜗轮转速)j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=1两班制，每班按照8小时计算，寿命10年。寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=200mm,因i=52,故从教材【1】P245表112中取模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径=63mm这时=0.315从教材【1】P253图1118中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。6. 4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;蜗杆齿宽B1=(9.5+0.09)m+25=112mm蜗杆轴向齿厚mm；分度圆导程角;(2) 蜗轮蜗轮齿数53;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为, 是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=346.5mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个6. 5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材【1】P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P25知许用弯曲应力从教材【1】P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56由教材P255寿命系数 ddmin.=75 mm表7-2 V带带轮最小直径槽型YZABCDE205075125200355500从相关引用书目第295页13-4找出“V带轮的基准直径”，设=160mm 误差验算传动比： 为弹性滑动率误差 满足条件 带速 满足5m/sv300mm，应该用E型轮辐式带轮。所以，小带轮用H型孔板式，大带轮用E型轮辐式的构造。带轮的材料：灰铸铁，HT200。7.1.5 确定带的张紧装置选用结构简单的张紧装置。7.1.6计算压轴力从相关引用书目从找到，初拉力是，上面已得到=153.36o，z=4，因此计算得，表7-5 普通V带轮的轮槽尺寸项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 180 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 180 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板轮辐结构的不同分为以下几种型式： 1 实心带轮：用于尺寸较小的带轮，见下图。 2 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮，见下图。 3 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮，见下图 。 4 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮，见下图。a b c d图7-2 带轮结构类型现在我们可以得出结果：小带轮用实心带轮,大带轮选孔板带轮。7.2 转动主轴的设计7.2.1 确定转动主轴最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11210.23根据切削切肉设备主轴的设计相关知识，前面章节已经做了说明，在此不具体说明，拟定轴的结构如下图，图7-3 转动主轴的结构图轴的受力情况如下图：图7-4 转动主轴的受力图7.2.2 求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表7-6 轴设计受力参数载 荷Z轴面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 7.2.3 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。7.2.4 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。1. 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。YJ17型卷烟机烟支分离系统设计第8章 轴的设计计算8.1 连轴器的设计计算1、输入轴按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115考虑有键槽，将直径增大5%，则d=17.1068*（1+5%）mm=17.96mm标准孔径d=30mm，即轴伸直径为30mm，高速轴为了隔离振动与冲击,选用有弹性柱销连轴器，一边连38mm一边连30mm的只有LX3弹性柱销连轴器满足要求。2、 输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材【1】P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115 轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT=1.59.5503.136/80=561.4Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384-1997，标准孔径d=45mm，许用应力为800许用转速250。参考【3】P154表8-1：型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX31250N.m475030mm和3882mm无弹性挠性800N.m25045mm90mm 3、载荷计算公称转矩T1=35.36，T2=374.36。由书中表14-1查得=1.5，输入轴1.5*35.36=53.04N.m1250N.m满足要求；输出轴1.5*374.36=561.54N.mB1（由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm，则做成齿轮轴)6段：直径d6= d=48mm 长度L6=80mm7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm图8-1 轴的结构图初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁2mm）=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9-1.1）da1=（272.2-332.6）mm,则290mm满足要求。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m求转矩：已知T2=374.28Nm T1=35.0Nm求圆周力：Ft根据教材P252（10-3）式得：=2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N求径向力Fr根据教材【1】P252（10-3）式得：Fr=tan=2475.4tan200=901N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=145mm1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC2=FrhL=555.6145=80.5Nm3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35Nm4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8Nm5、绘制扭矩图转矩：T= TI=35.0Nm校核危险截面C的强度 图8-2输入轴的弯矩和扭矩图由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查,因此,故安全。该轴强度足够。8.3 输出轴的设计计算 轴的结构设计：（1）轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒， 右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度1、段：直径d1=45mm 2、段：由教材P364得：h=0.07 d1=0.0845=3.6mm直径d2=d1+2h=45+23.6=52mm,该直径处安装密封毡圈，查参考文献3知标准直径可选55mm或50mm，但应大于52mm取d2=55mm。（7） 段：直径d3=60mm ，由GB/T297-1994初选用30212型单列圆锥滚子轴承，其内径为60mm，T为23.75mm，B=22mm。4、段：由参考文献2图35知：d4=d3+2=60+2=62mm，5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.0862=5mm直径d5=d4+2*5=72mm6、段：d6=60图8-3各轴段 1、从前面所选取联轴器知长度取L1=90mm2、经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm，轴长度取L2=50 mm3、由B=22mm，轴承 离箱体内壁10mm，蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm，再加上与蜗轮轮毂端面间隙2mm，得L3=46mm(安装套筒定位）4、由轮毂的宽度L=90mm则此段长度要比L小2mm， 取L4=88mm5、轮毂离箱体内壁12mm，不能干扰挡油环的安装需小于12mm，取L5=8mm6、由于轮是对称装置的，即在箱体中心，经过计算L6=36mm由上述轴各段长度及正装T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒长）+2(T-a)算得轴支承受力跨距L=136.7mm取138计算。 （3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=302.4mm求转矩：已知T2= TII=374.28Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2475.4N =1111.1N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=2475.4tan200=901N两轴承对称则LA=LB=69mm图8-4 输出轴的弯矩和扭矩图 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为 MC2=FrhL=1237.769=85.4Nm3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3Nm4、计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384Nm5、校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材【1】P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够第7章 滚动轴承的选择及校核计算第9章 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：两班制，每班按照8小时计算，寿命10年。=2810365=58400小时。9.1 计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承轴30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)表9-1 输入轴轴承参数表：轴承代号基本尺寸/mm 计算系数基本额定/kNdDTa受力点 e Y动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.5103130 (1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N （2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a) =284N(3)求轴承当量动载荷和因为e由教材【1】P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.40, =1.6对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KN=1.1*1*909=1000N46720h故所选轴承满足寿命要求。9.2 计算输出轴轴承图9-1 输出轴轴承初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号